Реферат

Реферат Привод ленточного конвейера. Червячный редуктор

Работа добавлена на сайт bukvasha.net: 2015-10-28

Поможем написать учебную работу

Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.

Предоплата всего

от 25%

Подписываем

договор

Выберите тип работы:

Скидка 25% при заказе до 9.11.2024





2.             РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ



2.1.           Исходные данные для расчета:

а) вращающий момент на валу червячного колеса   T2=284.461 Нм;

б) передаточное число  U=40.724;

в) скорость вращения червяка  n1=700 об/мин;

г) вращающий момент на валу червячного колеса при кратковременной перегрузке

Т2пик = 1.3×Т = 1.3×284.461 = 369.8 (Н×м)


д) циклограмма нагружения (рис.2.1.)



Рис.2.1.



2.2.           По известному значению передаточного числа определяем число витков (заходов) червяка и число зубьев колеса:





Принимаем  Z2=40, следовательно, Uф=Z2/Z1=40/1=40




2.3.           Выбор материала.

Ожидаемая скорость скольжения:




По таблице 26 из [2] с учетом V`s выбираем материал венца червячного колеса: БрА9ЖЗЛ



2.4.           Расчет допускаемых напряжений.

Для колес из бронзы, имеющей предел прочности  sВ>300 МПа, опасным является заедание, и допускаемые напряжения назначают в зависимости от скольжения Vs без учета количества циклов нагружения. В нашем случае (по таблице 27 из [2]) в зависимости от материала червяка и скорости скольжения без учета количества циклов нагружения принимаем [sH]2=173 МПа.

Определим вращающие моменты на валах:
Т21 = 1.3×ТН = 1.3×284.461 = 369.8 (Н×м);

Т22 = ТН = 284.461 (Н×м);

            Т23 = 0.3×ТН = 0.3×284.461 = 85.338 (Н×м);



Определим срок службы передачи (в часах):







где  lлет - количество лет безотказной работы передачи;

        kгод – годовой коэффициент, равный 0.6;

        kсут – суточный коэффициент, равный 0.3



Определим время действия вращающих моментов:











2.5.           Предварительное значение коэффициента диаметра.







2.6.           Ориентировочное значение межосевого расстояния.



где  Kb - коэффициент неравномерности нагрузки;

       KV – коэффициент динамической нагрузки.

В предварительных расчетах принимают произведение KbKV=1.1…1.4 , мы примем это произведение равным 1.2

       T2 – вращающий момент на валу червячного колеса, Нм.


 


2.7.      Предварительное значение модуля, мм.

                                   

Значение модуля и коэффициента диаметра согласуется по рекомендации ГОСТ 2144-76 (таблица 28 [2]) с целью уменьшения номенклатуры зуборезного инструмента. Принимаем   m = 5.0  и  q=10




2.8.           Уточняем межосевое расстояние.



Округляем его до ближайшего стандартного значения из ряда: …100;125;160

Принимаем   aw = 125мм.




2.9.           Коэффициент смещения.
2.10.         Проверочный расчет по контактным напряжениям.
2.10.1. Угол подъема витка червяка.





2.10.2.      Скорость относительного скольжения в полюсе зацепления, м/с.




где d1 = m×q = 5.0×10 = 50 (мм)
2.10.3. По скорости скольжения VS выбираем (по таблице 29 [2]) степень точности передачи (8 степень) и определяем коэффициент динамической нагрузки KV=1.25
2.10.4.  Коэффициент неравномерности нагрузки.





где  q - коэффициент деформации червяка, определяемый по таблице 30 [2] в зависимости от q и Z1, равный 108

 Ti и ti – вращающий момент и время его действия на i-той ступени по гистограмме нагружения;

Т2ср – среднее значение вращающего момента на валу червячного колеса;

Т2max– максимальный из числа длительно действующих вращающих моментов.



Т2max = 284.461 (Н×м)




Тогда коэффициент неравномерности нагрузки равен:



2.10.5.      Расчетные контактные напряжения.








2.11.         Проверочный расчет  по напряжениям изгиба.



2.11.1.          Эквивалентное число зубьев колеса.




2.11.2.          Коэффициент формы зуба колеса выбираем по таблице 31 [2] :







2.11.3.          Напряжения изгиба в зубьях червячного колеса.





[sF]2=0.25sT+0.08sB – допускаемые напряжения для всех марок бронз, значения sT  и sB приведены в таблице 26 [2]

[sF]2=0.25×245+0.08×530=103.65 (МПа)

Условие прочности выполняется, так как sF2<[sF]2, следовательно, m и q были нами выбраны верно.



2.12.         Проверочные расчеты по пиковым нагрузкам.



2.12.1.      Проведем проверку по пиковым контактным напряжениям во избежание деформации и заедания поверхностей зубьев.

                Условие прочности имеет вид:


max,
 





где [sH]max=2×sT – предел прочности для безоловянистых бронз, [sH]max=2×245=490(МПа)



sH2max<[sH]max, следовательно, условие прочности по пиковым контактным напряжениям выполняется.



2.12.2.      Пиковые напряжения изгиба.

Условие прочности по пиковым напряжениям изгиба:




[sF2]max = 0.8×sT = 0.8×245 = 196 (МПа)



sF2max<[sF2]max, следовательно, условие прочности по пиковым напряжениям изгиба выполняется.



2.13.         Геометрический расчет передачи.

                Основные геометрические размеры червяка и червячного колеса определяем по формулам, приведенным в таблице 32 [2].

Диаметры делительных окружностей для червяка:
            d1 = m×q = 5×10 = 50 (мм)



для колеса:

                d2 = m×Z2 = 5×40 = 200 (мм)



Диаметры вершин для червяка:



            da1 = d1 + 2×m = 50 + 2×5 = 60 (мм)



для колеса:



            da2 = d2 + 2×m(1 + x) = 200 + 2×5(1 + 0) = 210 (мм)
Высота головки витков червяка:



            ha1 = m = 5 (мм)
Высота ножки витков червяка:



            hf1 = 1.2×m = 1.2×5 = 6 (мм)
Диаметр впадин для червяка:



                df1 = d1 – 2hf1 = 50 - 2×6 = 38 (мм)



для колеса:



df2 = d2 - 2×m×(1.2 + x) = 200 - 2×5×(1.2 + 0) = 188 (мм)



Длина нарезанной части червяка (формула из таблицы 33 [2]):



                b1 = (11 + 0.06×Z2)×m = (11 + 0.06×40)×5 = 67 (мм)



Наибольший диаметр червячного колеса:




Ширина венца червячного колеса:




b2 £ 45 мм



Радиус выемки поверхности вершин зубьев червячного колеса:



                R = 0.5×d1 – m = 0.5×50 – 5 = 20 (мм)



Межосевое расстояние (проверка):



                aw = 0.5×m×(q + Z2 + 2×x) = 0.5×5×(10 + 40 + 2×0) = 125 (мм)



2.14.         Данные для контроля взаимного положения разноименных профилей червяка (в дальнейшем указываются на рабочих чертежах)


                Делительная толщина по хорде витка:

                       

Высота до хорды витка:




                       


=
 





2.15.         Силы в зацеплении червячной передачи.


2.15.1.      Окружная сила червячного колеса (Ft2) и осевая сила червяка (Fa1).



2.15.2.          Окружная сила червяка (Ft1) и осевая сила червячного колеса (Fa2).



Ft1 = Fa2 = Ft2×tg(g + r) = 2844.61×tg(5.7106 + 2.2) = 395.259 (H)
здесь r - это угол трения, который может быть определен в зависимости от скорости скольжения Vs по таблице 34 [2]. Для нашего случая r=2.2°



2.15.3.          Радиальная сила червяка (Fr1) и червячного колеса (Fr2).


Fr1 = Fr2 = 0.37×Ft2 = 0.37×2844.61 = 1052.506 (H)




2.16.         Тепловой расчет червячной передачи.



2.16.1.      Приближенное значение К.П.Д. червячной передачи.




0.95 в данном случае – это множитель, учитывающий потери энергии на перемешивание масла при смазывании окунанием.



2.16.2.          Температура масляной ванны в редукторе при естественной конвекции воздуха.




[tм] – максимально допустимая температура нагрева масла (обычно 75…90°C);

P1=1.293кВт  подводимая мощность (мощность на валу червяка);

КТ=8…17.5 Вт/(м2°С) – коэффициент теплопередачи корпуса (большие значения принимают при хорошей циркуляции воздуха) Примем  КТ=14 Вт/(м2°С);

t0 – температура окружающего воздуха, 20°С;


A – площадь свободной поверхности охлаждения корпуса, включая 70% площади поверхности ребер и бобышек, м2

а – межосевое расстояние червячной передачи, м;


y - коэффициент,учитывающий теплоотвод в раму или плиту (y=0.2)

tм < [tм] , следовательно, редуктор специально охлаждать не надо.



2.17.         Расчет червяка на жесткость.

                Расстояние между серединами опор вала червяка при приближенном расчете можно принимать равным:

L = 0.95×d2 = 0.95×200 = 190 (мм)



                Правильность зацепления червячной пары может быть обеспечена лишь при достаточной жесткости червяка. Средняя допускаемая стрела прогиба [f] червяка может быть принята:


               

Стрела прогиба червяка, вал которого опирается на два радиально-упорных подшипника определяется по формуле:



Здесь

L – расстояние между серединами опор;

Jпр – приведенный момент инерции сечения червяка, определяемый по эмпирической формуле:




Найдем реальную стрелу прогиба:



f < [f], следовательно, условие жесткости выполняется.

1. Реферат Определение характеристик оптимального обнаружения сигналов
2. Курсовая Анализ хозяйственной деятельности на примере Балтика - Хабаровск
3. Реферат Эзельский бой
4. Реферат на тему The Art Of Torture Essay Research Paper
5. Курсовая Прокуратура Республики Беларусь
6. Лекция на тему Роль биофизики и физики в теоретическом развитии биологии и ветеринарных дисциплин
7. Реферат на тему Социокультурные процессы политики
8. Контрольная работа по Уголовно-исполнительному праву
9. Реферат на тему Math Journals In The Classroom Essay Research
10. Курсовая Оптимизация запросов SQL